JP2855220B2 - Control device for continuously variable transmission - Google Patents
Control device for continuously variable transmissionInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、車両用のベルト式無段変速機において電子
的にセカンダリ圧制御および変速制御する制御装置に関
し、詳しくは、比例電磁リリーフ弁を備えたパイロット
式のプライマリ制御弁を用いたプライマリ圧の制御に関
する。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a control device for electronically controlling a secondary pressure and a shift in a belt type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly to a control device for controlling a proportional electromagnetic relief valve. The present invention relates to primary pressure control using a pilot-type primary control valve provided.
この種の無段変速機は、入力側のプライマリプーリに
プライマリ圧をかけ、出力側のセカンダリプーリにセカ
ンダリ圧をかけて、両プーリに巻付けられたベルトに押
付力を付与する。そしてセカンダリ圧は、伝達トルクに
対しベルトスリップが生じない押付力を与えるように制
御され、プライマリ圧はベルトをプライマリプーリまた
はセカンダリプーリの方に移行して、所定の変速比を得
ることが可能な押付力に制御される。In this type of continuously variable transmission, a primary pressure is applied to a primary pulley on an input side and a secondary pressure is applied to a secondary pulley on an output side to apply a pressing force to a belt wound around both pulleys. The secondary pressure is controlled so as to apply a pressing force that does not cause belt slip to the transmission torque, and the primary pressure shifts the belt toward the primary pulley or the secondary pulley to obtain a predetermined gear ratio. It is controlled by the pressing force.
ここで、プライマリ圧の制御弁に関して述べると、ス
ロットル開度に応じた押込力とプライマリプーリ回転数
に応じた油圧力とを対向して作用し、両者がバランスす
るようにプライマリ圧を機械的に制御する方法がある。
しかしこの方法によると、スロットル開度等の変化に対
し一義的にプライマリ圧が増減されるため、過渡時の応
答性に欠け、目標となるプライマリ圧が決定されていな
いため、最適な変速制御を行い難い。このことから、電
子化により各運転および走行条件に対し最適な変速状態
を設定し、これに基づきアクティブにプライマリ圧を制
御する傾向にある。Here, regarding the control valve of the primary pressure, the pushing force according to the throttle opening and the hydraulic pressure according to the rotation speed of the primary pulley are opposed to each other, and the primary pressure is mechanically adjusted so that both are balanced. There is a way to control.
However, according to this method, the primary pressure is uniquely increased or decreased in response to a change in the throttle opening, etc., and thus lacks responsiveness at the time of transition, and the target primary pressure has not been determined. Difficult to do. For this reason, there is a tendency that the optimal shift state is set for each driving and running condition by computerization, and the primary pressure is actively controlled based on this.
そこで、プライマシリンダのプライマリ圧を定める油
量は変速比の関数であり、油量を時間微分した流量は変
速速度と変速比との関数になる点に着目し、変速パター
ンに基づく目標変速比と実変速比との偏差等により変速
速度を算出する。そしてこの変速速度に応じたデューテ
ィ比の信号をデューティソレノイド弁に出力して、パル
ス状の制御圧が生じ、この制御圧を制御弁に作用して流
量制御し、目標変速比に実変速比が追従するように変速
制御するものが本件出願人により提案されている。しか
るにこの方法によると、変速比がセカンダリ圧とプライ
マリ圧との２つの圧力により決定されるにもかかわら
ず、これらの関係が制御に取り入れられていないため、
操作量の大きさによっては変速比のハンティングが生じ
りたり、ホイールのロック，スリップ等の異常時の制御
が複雑化する。また、デューティソレノイド弁の制御圧
回路が必要になり、制御圧に伴う振動，騒音が生じる等
の不都合がある。このため、電気信号により直接プライ
マリ圧を可変に制御する制御弁，プライマリ圧による変
速制御系が開発されている。Therefore, paying attention to the point that the oil amount that determines the primary pressure of the primer cylinder is a function of the speed ratio, the flow rate obtained by differentiating the oil amount with time becomes a function of the speed and the speed ratio. The shift speed is calculated based on a deviation from the actual speed ratio or the like. Then, a signal having a duty ratio corresponding to the shift speed is output to the duty solenoid valve, and a pulse-like control pressure is generated. The control pressure is applied to the control valve to control the flow rate, and the actual speed ratio becomes the target speed ratio. Applicants have proposed a shift control so as to follow the shift. However, according to this method, although the gear ratio is determined by the two pressures, the secondary pressure and the primary pressure, these relationships are not incorporated in the control.
Depending on the magnitude of the operation amount, hunting of the transmission ratio may occur, and control in the event of an abnormality such as locking or slipping of the wheel may be complicated. Further, a control pressure circuit for the duty solenoid valve is required, and there are inconveniences such as generation of vibration and noise associated with the control pressure. For this reason, a control valve that directly variably controls the primary pressure by an electric signal and a shift control system using the primary pressure have been developed.
そこで従来、上記無段変速機の特にプライマリ圧の電
子制御に関しては、例えば特開昭62−31533号公報の先
行技術がある。ここで、出力油圧帰還形変速油圧制御ソ
レノイドバルブを有し、コイルの電磁力と出力油圧との
バランスでスプールをストロークしてプライマリ圧を制
御することが示されている。In view of the above, conventionally, there is a prior art in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 62-31533, for example, with regard to the electronic control of the above-mentioned continuously variable transmission, particularly for the primary pressure. Here, an output hydraulic pressure feedback type variable speed hydraulic control solenoid valve is provided, and the primary pressure is controlled by stroke of the spool with the balance between the electromagnetic force of the coil and the output hydraulic pressure.
ところで、上記先行技術のものにあっては、三方弁形
式のバルブであってスプールがポンプ吐出口側の入口ポ
ートを閉め切ることがあり、この場合はポンプに過大な
負荷がかかって破損することがあるため、かかる構造は
好ましくない。また、出力油圧がスプールの端部に作用
する構造のため、構造が複雑化し、油圧力が大きくなっ
てコイルの電磁力，電力消費も増大する。更に、コイル
の電気信号が断線等で遮断すると、スプールはドレン側
に位置してセカンダリ圧が生じなくなり、ベルトスリッ
プや急減速が生じる等の問題がある。By the way, in the above-mentioned prior art, there is a case where the valve is a three-way valve type and the spool closes the inlet port on the pump discharge port side, and in this case, the pump is damaged by applying an excessive load. Therefore, such a structure is not preferable. Further, the structure in which the output hydraulic pressure acts on the end of the spool complicates the structure, increases the hydraulic pressure, and increases the electromagnetic force and power consumption of the coil. Furthermore, when the electric signal of the coil is interrupted due to disconnection or the like, the spool is located on the drain side and no secondary pressure is generated, causing problems such as belt slip and rapid deceleration.
ここで、ポンプ吐出側の閉め切りを防止する方法とし
て、プライマリ制御弁を減圧弁式に構成することが考え
られる。この減圧弁式でソレノイドの電磁力でスプール
を直接動作する直動式に構成すると、構造が簡素化して
好ましいが、実際には油圧のドレンの際に流体力が例え
ばプライマリ圧を上昇する方向に作用する。この流体力
はスプールでの力のバランスを不安定にする要因にな
り、特に急激なアップシフトやダウンシフト時に多量の
油圧を給排油する場合に影響が大きい。Here, as a method for preventing the pump discharge side from being shut off, it is conceivable to configure the primary control valve as a pressure reducing valve. It is preferable that the spool is directly operated by the electromagnetic force of the solenoid by the pressure reducing valve type, because the structure is simplified.However, in actuality, when the hydraulic pressure is drained, the fluid force is increased, for example, in the direction of increasing the primary pressure. Works. This fluid force causes the balance of force in the spool to be unstable, and has a great effect particularly when a large amount of hydraulic pressure is supplied and discharged during a sudden upshift or downshift.
そこで、流体力の影響を減じる方法として、スプール
の制御力を大きくして相対的に流体力の影響を少なくす
ることが考えられる。この場合に、ソレノイドの電磁力
を大きくすると、ソレノイドの大型化，電力消費の増大
を招くため、他の方法を工夫する必要がある。Therefore, as a method of reducing the influence of the fluid force, it is conceivable to increase the control force of the spool to relatively reduce the influence of the fluid force. In this case, if the electromagnetic force of the solenoid is increased, the size of the solenoid is increased and the power consumption is increased. Therefore, it is necessary to devise another method.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目
的とするところは、プライマリ圧の電子制御による制御
弁は、小型で安全性が高く、流体力の影響が少なくてフ
ェイルセーフ機能等も備えることが可能な無段変速機の
制御装置を影響するにある。The present invention has been made in view of such a point, and it is an object of the present invention to provide a control valve that is electronically controlled by a primary pressure, is small in size, has high safety, is less affected by fluid force, and has a fail-safe function. Influencing the control device of the continuously variable transmission that can be provided.
上記目的を達成するため、本発明の無段変速機の制御
装置は、プライマリシリンダに供給するプライマリ圧を
調圧して変速制御を行うプライマリ制御弁と、セカンダ
リシリンダに供給するセカンダリ圧を調圧するセカンダ
リ制御弁を備えた無段変速機の制御装置において、前記
プライマリ制御弁のスプールの一端側にスプールを他端
側の方向に付勢する制御圧が作用され、このスプールの
一端側に前記制御圧を増減させる比例電磁リリーフ弁が
スプールと同軸状に隣接して配置され、スプールの他端
側にスプールを一端側の方向に付勢する弾性部材が取り
付けられており、前記スプールが受圧面積の異なる複数
のランドを有し、この複数のランド間に前記セカンダリ
制御弁が接続され、セカンダリ制御弁から供給されるセ
カンダリ圧がスプールのスライドによって調圧されるこ
とによりプライマリ圧が設定されるとともに、複数のラ
ンドに作用するプライマリ圧の反力の複数のランドの受
圧面積の差に相当する力がスプールの前記一端側の方向
に作用することを特徴としている。In order to achieve the above object, a control device for a continuously variable transmission according to the present invention includes a primary control valve that regulates a primary pressure supplied to a primary cylinder to perform shift control, and a secondary control valve that regulates a secondary pressure supplied to a secondary cylinder. In the control device for a continuously variable transmission provided with a control valve, a control pressure for urging the spool in the direction of the other end is applied to one end of the spool of the primary control valve, and the control pressure is applied to one end of the spool. A proportional electromagnetic relief valve for increasing or decreasing the pressure is disposed coaxially adjacent to the spool, and an elastic member for urging the spool in one end direction is attached to the other end of the spool, and the spool has a different pressure receiving area. The secondary control valve has a plurality of lands, and the secondary control valve is connected between the lands. The primary pressure is set by adjusting the pressure by the slide, and the force corresponding to the difference between the pressure receiving areas of the lands of the reaction force of the primary pressure acting on the lands is generated in the direction of the one end of the spool. It is characterized by acting.
上記構成に基づき、無段変速機の油圧制御系に設けら
れるプライマリ制御弁は、比例電磁リリーフ弁の制御圧
によりソレノイド電流に対しプライマリ圧をリニアに制
御する。そこで、電子制御系で目標プライマリ圧を算出
し、この目標プライマリ圧に応じソレノイド電流を出力
すると、プライマリ制御弁によりプライマリ圧が目標値
と同一に正確かつ最適に制御され、このプライマリ圧に
基づいて変速制御されるようになる。Based on the above configuration, the primary control valve provided in the hydraulic control system of the continuously variable transmission linearly controls the primary pressure with respect to the solenoid current by the control pressure of the proportional electromagnetic relief valve. Therefore, when the target primary pressure is calculated by the electronic control system and the solenoid current is output in accordance with the target primary pressure, the primary pressure is controlled exactly and optimally by the primary control valve to be the same as the target value. The shift control is performed.
そして、プライマリ圧の設定は、セカンダリ制御弁か
ら供給されるセカンダリ圧が調圧されることによって行
われ、また、互いに異なるように構成されたランドの受
圧面積の差に相当するプライマリ圧の反力がスプールに
対して制御圧に対向するように作用されて、このプライ
マリ圧と制御圧とのバランスによって行われる。The setting of the primary pressure is performed by regulating the secondary pressure supplied from the secondary control valve, and the reaction force of the primary pressure corresponding to the difference in the pressure receiving areas of the lands configured to be different from each other. Is acted on the spool so as to oppose the control pressure, and is performed by balancing the primary pressure and the control pressure.
以下、本発明の実施例を図面に基づいて説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図において、ロックアップトルコン付無段変速機
の駆動系の概略について述べる。符号１はエンジンであ
り、クランク軸２がトルクコンバータ装置3,前後進切換
装置4,無段変速機５およびディファレンシャル装置６に
順次伝動構成される。In FIG. 1, an outline of a drive system of a continuously variable transmission with a lock-up torque converter will be described. Reference numeral 1 denotes an engine, and a crankshaft 2 is configured to be sequentially transmitted to a torque converter device 3, a forward / reverse switching device 4, a continuously variable transmission 5, and a differential device 6.
トルクコンバータ装置３は、クランク軸２がドライブ
プレート10を介してコンバータカバー11およびトルクコ
ンバータ12のポンプインペラ12aに連結する。トルクコ
ンバータ12のタービンランナ12bはタービン軸13に連結
し、ステータ12cはワンウエイクラッチ14により案内さ
れている。タービンランナ12bと一体的なロックアップ
クラッチ15は、ドライブプレート10に係合または解放可
能に設置され、エンジン動力をトルクコンバータ12また
はロックアップクラッチ15を介して伝達する。In the torque converter device 3, the crankshaft 2 is connected to the converter cover 11 and the pump impeller 12 a of the torque converter 12 via the drive plate 10. A turbine runner 12b of the torque converter 12 is connected to a turbine shaft 13, and a stator 12c is guided by a one-way clutch 14. A lock-up clutch 15 integrated with the turbine runner 12b is provided so as to be engaged with or released from the drive plate 10, and transmits engine power via the torque converter 12 or the lock-up clutch 15.
前後進切換装置４は、ダブルピニオン式プラネタリギ
ヤ16を有し、サンギヤ16aにタービン軸13が入力し、キ
ャリア16bからプライマリ軸20へ出力する。そしてサン
ギヤ16aとリングギヤ16cとの間にフォワードクラッチ17
を、リングギヤ16cとケースとの間にリバースブレーキ1
8を有し、フォーワードクラッチ17の係合でプラネタリ
ギヤ16を一体化してタービン軸13とプライマリ軸20とを
直結する。また、リバースブレーキ18の係合でプライマ
リ軸20に逆転した動力を出力し、フォワードクラッチ17
とリバースブレーキ18の解放でプラネタリギヤ16をフリ
ーにする。The forward / reverse switching device 4 includes a double pinion type planetary gear 16. The turbine shaft 13 is input to the sun gear 16 a and output from the carrier 16 b to the primary shaft 20. A forward clutch 17 is provided between the sun gear 16a and the ring gear 16c.
The reverse brake 1 between the ring gear 16c and the case.
The planetary gear 16 is integrated with the forward shaft 17 to directly connect the turbine shaft 13 and the primary shaft 20. Also, the reverse power is output to the primary shaft 20 by the engagement of the reverse brake 18, and the forward clutch 17 is output.
And the release of the reverse brake 18 makes the planetary gear 16 free.
無段変速機５は、プライマリ軸20に油圧シリンダ21を
有するプーリ間隔可変式のプライマリプーリ22が、セカ
ンダリ軸23にも同様に油圧シリンダ24を有するセカンダ
リプーリ25が設けられ、プライマリプーリ22とセカンダ
リプーリ25との間に駆動ベルト26が巻付けられる。ここ
で、プライマリシリンダ21の方が受圧面積が大きく設定
され、そのプライマリ圧により駆動ベルト26のプライマ
リプーリ22,セカンダリプーリ25に対する巻付け径の比
率を変えて無段変速するようになっている。The continuously variable transmission 5 includes a primary pulley 22 having a hydraulic cylinder 21 on a primary shaft 20 and a variable pulley interval, and a secondary pulley 25 having a hydraulic cylinder 24 on a secondary shaft 23. A drive belt 26 is wound around the pulley 25. Here, the pressure receiving area of the primary cylinder 21 is set larger, and the ratio of the winding diameter of the drive belt 26 to the primary pulley 22 and the secondary pulley 25 is changed according to the primary pressure to perform stepless transmission.
ディファレンシャル装置６は、セカンダリ軸23に一対
のリダクションギヤ27を介して出力軸28が連結し、この
出力軸28のドライブギヤ29がファイナルギヤ30に噛合
う。そしてファイナルギヤ30の差動装置31が、車軸32を
介して左右の車輪33に連結している。In the differential device 6, an output shaft 28 is connected to the secondary shaft 23 via a pair of reduction gears 27, and a drive gear 29 of the output shaft 28 meshes with the final gear 30. A differential gear 31 of the final gear 30 is connected to left and right wheels 33 via an axle 32.
一方、無段変速機制御用の油圧源を得るため、トルク
コンバータ12に隣接してメインオイルポンプ34が配設さ
れ、このメインオイルポンプ34がポンプドライブ軸35に
よりコンバータカバー11に連結して、常にエンジン動力
によりポンプが駆動されて油圧が生じるようになってい
る。ここで無段変速機４では、油圧が高低の広範囲に制
御されることから、オイルポンプ34は例えばローラベー
ン式で吸入，吐出ポートを複数組有して可変容量型に構
成されている。On the other hand, in order to obtain a hydraulic source for controlling the continuously variable transmission, a main oil pump 34 is disposed adjacent to the torque converter 12, and the main oil pump 34 is connected to the converter cover 11 by a pump drive shaft 35, and is always The pump is driven by engine power to generate hydraulic pressure. Here, in the continuously variable transmission 4, since the hydraulic pressure is controlled in a wide range of high and low, the oil pump 34 is, for example, of a roller vane type and has a plurality of sets of suction and discharge ports and is configured as a variable displacement type.
次いで、油圧制御系として無段変速機制御系について
述べる。Next, a continuously variable transmission control system will be described as a hydraulic control system.
先ず、オイルパン40と連通するオイルポンプ34からの
油路41がセカンダリ制御弁50に連通して所定のセカンダ
リ圧Psが生じており、このセカンダリ圧Psが油路42によ
りセカンダリシリンダ24に常に供給される。セカンダリ
圧Psは油路43を介してプライマリ制御弁60に導かれ、油
路44によりプライマリシリンダ21に給排油してプライマ
リ圧Ppが生じるように構成される。First, an oil passage 41 from an oil pump 34 communicating with an oil pan 40 communicates with a secondary control valve 50 to generate a predetermined secondary pressure Ps. This secondary pressure Ps is always supplied to the secondary cylinder 24 through an oil passage 42. Is done. The secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60 via the oil passage 43, and is supplied to and discharged from the primary cylinder 21 via the oil passage 44, so that the primary pressure Pp is generated.
セカンダリ制御弁50は、デューティ信号による圧力制
御方式であり、弁本体51にスプール52が挿入され、スプ
ール52の一方にスプリング53,ブッシュ54を介してセン
サシュー55が連結して、変速比に応じたスプリング力を
付与する。また、スプール52のスプリング53と反対側の
ポート51cには、油路45のセカンダリ圧Psが作用する。
一方、油路41のセカンダリ圧Psが導かれるデューティソ
レノイド弁56を有し、制御ユニット70からのデューティ
信号に応じセカンダリ圧Psを元圧として制御圧Pdが生じ
ており、この制御圧Pdが油路46によりポート51dを介し
てスプール52に作用する。こうして、スプリング力に対
するセカンダリ圧Psと制御圧Pdとの関係により、スプー
ル52がストロークしてポート51aのオイルをドレンポー
ト51bにドレンし、所定のセカンダリ圧Psに調圧するよ
うに構成される。The secondary control valve 50 is a pressure control system based on a duty signal. A spool 52 is inserted into a valve body 51, and a sensor shoe 55 is connected to one of the spools 52 via a spring 53 and a bush 54, and the secondary control valve 50 is controlled in accordance with a gear ratio. Spring force. The secondary pressure Ps of the oil passage 45 acts on the port 51c of the spool 52 on the side opposite to the spring 53.
On the other hand, it has a duty solenoid valve 56 through which the secondary pressure Ps of the oil passage 41 is guided, and a control pressure Pd is generated based on the secondary pressure Ps as a base pressure in accordance with a duty signal from the control unit 70, and this control pressure Pd is Acts on spool 52 by way of port 46 via port 51d. Thus, according to the relationship between the secondary pressure Ps and the control pressure Pd with respect to the spring force, the spool 52 is stroked to drain the oil of the port 51a to the drain port 51b and regulate the oil to the predetermined secondary pressure Ps.
プライマリ制御弁60は、比例電磁リリーフ弁を備えた
パイロット式であり、弁本体61に段付のスプール62が挿
入され、スプール62の一方にスプリング63が付勢され
る。また、スプール62のスプリング63と反対側の端部に
は制御室64が形成され、電磁リリーフ弁65が隣接して一
体的に設けられる。The primary control valve 60 is a pilot type equipped with a proportional electromagnetic relief valve. A stepped spool 62 is inserted into a valve body 61, and a spring 63 is biased on one of the spools 62. A control chamber 64 is formed at an end of the spool 62 opposite to the spring 63, and an electromagnetic relief valve 65 is provided adjacently and integrally.
スプール62は、制御室64側に大径のランド62aを、ス
プリング63側に小径のランド62bを有し、油路44と連動
する油圧室61aで両ランド62a,62bにプライマリ圧Ppの反
力をスプリング63と同一方向に作用する。また、スプー
ル62には、ランド62a,62bと同一形状の仕切り62c,62dが
設けられ、油路43のセカンダリ圧Psがポート61bに常に
流入してセカンダリ圧Psを減圧して、所定のプライマリ
圧Ppが生じるようになっている。The spool 62 has a large-diameter land 62a on the control chamber 64 side and a small-diameter land 62b on the spring 63 side, and a reaction force of the primary pressure Pp is applied to both lands 62a and 62b in the hydraulic chamber 61a interlocking with the oil passage 44. Act in the same direction as the spring 63. Further, the spool 62 is provided with partitions 62c and 62d having the same shape as the lands 62a and 62b, and the secondary pressure Ps of the oil passage 43 always flows into the port 61b to reduce the secondary pressure Ps, thereby reducing the predetermined primary pressure. Pp is caused.
比例電磁リリーフ弁65は、比例ソレノイド66にスプリ
ング67を備えたプランジャ68が電磁力により吸引する方
式で設けられ、このプランジャ68のスプリング付弁体69
が制御室64のドレンポート64aに設置される。また制御
室64には、油路43から分岐する油路47がオリフィス48を
有してセカンダリ圧を導入するように連通される。そし
て比例ソレノイド66の電磁力に応じて、セカンダリ圧Ps
を元圧として制御室64に制御圧Pcが生じ、スプール62の
設定圧を可変にするようになっている。The proportional solenoid relief valve 65 is provided in such a manner that a plunger 68 provided with a spring 67 in a proportional solenoid 66 is attracted by an electromagnetic force.
Is installed in the drain port 64a of the control room 64. An oil passage 47 branched from the oil passage 43 has an orifice 48 and communicates with the control chamber 64 so as to introduce a secondary pressure. Then, according to the electromagnetic force of the proportional solenoid 66, the secondary pressure Ps
, A control pressure Pc is generated in the control chamber 64, and the set pressure of the spool 62 is made variable.
これによりスプール62では、ランド62a,62bの受圧面
積差ΔＳに作用するプライマリ圧Ppの反力とスプリング
63の力Fpとに対し、ランド62aの面積S1に作用する制御
圧Pcの力とが対向し、両者がバランスするように調圧す
る。そこで、この場合のバランス式を示すと以下のよう
になる。Accordingly, in the spool 62, the reaction force of the primary pressure Pp acting on the pressure receiving area difference ΔS between the lands 62a and 62b and the spring
63 to the force Fp of, opposed to the force of the control pressure Pc acting on the area S 1 of the land 62a, pressure adjustment so both are balanced. The balance equation in this case is as follows.
Pc・S1＝Pp・ΔＳ＋Fp また、電磁リリーフ弁65では、スプリング67の力F0と
ソレノイド電流Ip,定数Ｋによる電磁力に応じた押付力
（F0−Ｋ・Ip）が生じ、これによりポート64aの開口面
積Scを弁体69で変化して制御圧Pcが生じることから、次
式が成立する。Pc · S 1 = Pp · ΔS + Fp In the electromagnetic relief valve 65, a pressing force (F 0 −K · Ip) corresponding to the electromagnetic force due to the force F 0 of the spring 67, the solenoid current Ip, and the constant K is generated. Since the control pressure Pc is generated by changing the opening area Sc of the port 64a by the valve body 69, the following equation is established.
Pc・Sc＝F0−Ｋ・Ip 従ってプライマリ圧Ppは、ソレノイド電流Ipに対し次
式で示される。Pc · Sc = F 0 −K · Ip Accordingly, the primary pressure Pp is expressed by the following equation with respect to the solenoid current Ip.
Pp＝（F0−Ｋ・IP）・S1（Sc・ΔＳ） −Fp/ΔＳ 即ち、ソレノイド電流Ipに対し制御圧Pcは、第３図
（ａ）のように反比例関係になり、制御圧Pcに対しプラ
イマリ圧Ppは、第３図（ｂ）のように比例関係であり、
この結果第３図（ｃ）のようにソレノイド電流Isの増大
に応じて、プライマリ圧Ppが１対１の関係でリニアに減
じる特性になる。そしてソレノイド電流Ipが零の場合に
プライマリ圧Ppは最大になって、断線等に対しベルトス
リップ等を防止するようなフェイルセーフ機能を備えて
いる。かかる比例パイロット式特性により、制御ユニッ
ト70から目標プライマリ圧に対しソレノイド電流の操作
量を、このマップで定めて比例ソレノイド66に出力すれ
ば良いことになる。 Pp = (F 0 -K · IP ) · S1 (Sc · ΔS) -Fp / ΔS i.e., the control pressure Pc to the solenoid current Ip becomes inversely proportional to the FIG. 3 (a), the control pressure Pc On the other hand, the primary pressure Pp is in a proportional relationship as shown in FIG.
As a result, as shown in FIG. 3 (c), the primary pressure Pp linearly decreases in a one-to-one relationship with the increase of the solenoid current Is. When the solenoid current Ip is zero, the primary pressure Pp is maximized, and a fail-safe function is provided to prevent a belt slip or the like against disconnection or the like. With such a proportional pilot type characteristic, the operation amount of the solenoid current with respect to the target primary pressure from the control unit 70 may be determined on this map and output to the proportional solenoid 66.
なお、オイルポンプ34は可変容量型であり、セカンダ
リ制御弁50のドレン側の油路47には常に比較的高い潤滑
圧が生じる。そこでこの潤滑圧が、トルクコンバータ1
2,前後進切換装置4,ベルト24の潤滑部等に供給されるよ
うに回路構成されている。The oil pump 34 is of a variable displacement type, and a relatively high lubricating pressure is always generated in the drain-side oil passage 47 of the secondary control valve 50. Therefore, this lubrication pressure is
2, the circuit is configured to be supplied to the forward / reverse switching device 4, the lubricating portion of the belt 24, and the like.
第２図において、電子制御系について述べる。 In FIG. 2, the electronic control system will be described.
先ず、プライマリ制御系について述べると、プライマ
リプーリ回転数センサ71,セカンダリプーリ回転数セン
サ72,エンジン回転数センサ73およびスロットル開度セ
ンサ74を有する。そして制御ユニット70において、プラ
イマリプーリ回転数センサ71,セカンダリプーリ回転数
センサ72のプライマリプーリ回転数Np,セカンダリプー
リ回転数Nsは実変速比算出部75に入力し、実変速比ｉ
を、ｉ＝Np/Nsにより算出する。この実変速比ｉとスロ
ットル開度センサ74のスロットル開度θは目標プライマ
リプーリ回転数検索部76に入力し、ｉ−θの関係で目標
プライマリプーリ回転数ＮPDを定める。目標プライマリ
プーリ回転数ＮPDとセカンダリプーリ回転数Nsは目標変
速比算出部77に入力し、目標変速比isをis＝ＮPD/Nsに
より算出する。こうして変速パターンをベースとして、
セカンダリプーリ回転数Ns,実変速比i,スロットル開度
θの要素で各運転および走行条件に応じて目標変速比is
が求められる。First, the primary control system includes a primary pulley rotation speed sensor 71, a secondary pulley rotation speed sensor 72, an engine rotation speed sensor 73, and a throttle opening sensor 74. In the control unit 70, the primary pulley rotational speed Np and the secondary pulley rotational speed Ns of the primary pulley rotational speed sensor 71 and the secondary pulley rotational speed sensor 72 are input to the actual gear ratio calculating unit 75, and the actual gear ratio i
Is calculated by i = Np / Ns. The actual gear ratio i and the throttle opening θ of the throttle opening sensor 74 are input to the target primary pulley rotation speed search unit 76, and the target primary pulley rotation speed NPD is determined based on the relationship of i−θ. The target primary pulley rotation speed NPD and the secondary pulley rotation speed Ns are input to a target gear ratio calculator 77, and the target gear ratio is is calculated from is = NPD / Ns. Thus, based on the shift pattern,
The target gear ratio is in accordance with each driving and running condition with the element of the secondary pulley rotation speed Ns, the actual gear ratio i, and the throttle opening θ.
Is required.
ここで、プライマリ圧Ppによる変速制御について述べ
ると、実変速比ｉはセカンダリ圧Psとプライマリ圧Ppと
の油圧比で決まるため、Pp/Ps＝ｆ（ｉ）が成立する。
一方、プーリとベルトの部分において、トルクTiが例え
ば大きくなるとダウンシフトするようになり、入力トル
クTiが実変速比ｉに影響する。そこで、今のセカンダリ
圧Psで伝達できる最大トルク（Ps/Psu）と入力トルクTi
とのトルク比Ｋ［Ti/（Ps/Psu）］を求めると、入力ト
ルクTiの実変速比ｉに対する影響を常に一元化し得る。
このため油圧比Pp/Psを、実変速比ｉとトルク比Ｋとの
関数とすることで、油圧比Pp/Psを定常的に定めること
ができ。これにより今の入力トルクTiに対し、今の実変
速比ｉを保つのに必要なプライマリ圧Ppをセカンダリ圧
Psに対して求め得る。従って、目標変速比isに対して
は、上述の関係から目標変速比is,トルク比K,セカンダ
リ圧Psにより目標プライマリ圧Ppsが設定される。Here, the shift control using the primary pressure Pp will be described. Since the actual speed ratio i is determined by the hydraulic pressure ratio between the secondary pressure Ps and the primary pressure Pp, Pp / Ps = f (i) holds.
On the other hand, in the portion of the pulley and the belt, when the torque Ti increases, for example, the gear shifts down, and the input torque Ti affects the actual speed ratio i. Therefore, the maximum torque (Ps / Psu) that can be transmitted with the current secondary pressure Ps and the input torque Ti
When the torque ratio K [Ti / (Ps / Psu)] is obtained, the influence of the input torque Ti on the actual speed ratio i can always be unified.
Therefore, by making the hydraulic pressure ratio Pp / Ps a function of the actual gear ratio i and the torque ratio K, the hydraulic pressure ratio Pp / Ps can be determined constantly. As a result, the primary pressure Pp required to maintain the current actual gear ratio i for the current input torque Ti is changed to the secondary pressure.
We can ask for Ps. Therefore, for the target speed ratio is, the target primary pressure Pps is set based on the target speed ratio is, the torque ratio K, and the secondary pressure Ps from the above relationship.
そこで、目標変速比is,後述のセカンダリ圧制御系で
算出される入力トルクTi,セカンダリ圧Ps,各変速比の単
位トルク当りのセカンダリ圧Psuが入力する目標プライ
マリ圧設定部78を有し、目標プライマリ圧Ppsを、目標
変速比is,トルク比K,セカンダリ圧Psにより設定する。
また、目標プライマリ圧設定部78にはプーリ回転数Npが
入力し、プライマリプーリ回転数Npに応じた遠心油圧分
が減少補正される。Therefore, a target primary pressure setting unit 78 is provided for inputting a target gear ratio is, an input torque Ti calculated by a secondary pressure control system described later, a secondary pressure Ps, and a secondary pressure Psu per unit torque of each gear ratio. The primary pressure Pps is set based on the target speed ratio is, the torque ratio K, and the secondary pressure Ps.
Further, the target primary pressure setting unit 78 receives the pulley rotation speed Np and corrects the centrifugal oil pressure corresponding to the primary pulley rotation speed Np to decrease.
また、プライマリ圧制御をフィードバック制御するた
め、圧力センサ79を有しており、圧力センサ79で検出さ
れる実際のプライマリ圧Ppと目標プライマリ圧Ppsとが
ソレノイド電流算出部80に入力する。そして目標プライ
マリ圧Ppsと実際のプライマリ圧Ppdとの差ΔＰ（＝Pps
−Pp）を求め、これに応じたソレノイド電流Ipに修正し
て駆動部81を介して比例ソレノイド64に出力するように
なっている。Further, in order to perform feedback control of the primary pressure control, a pressure sensor 79 is provided, and the actual primary pressure Pp and the target primary pressure Pps detected by the pressure sensor 79 are input to the solenoid current calculation unit 80. Then, the difference ΔP between the target primary pressure Pps and the actual primary pressure Ppd (= Pps
−Pp) is obtained, corrected to the corresponding solenoid current Ip, and output to the proportional solenoid 64 via the drive unit 81.
続いて、セカンダリ圧制御系について述べる。 Next, the secondary pressure control system will be described.
先ず、スロットル開度θ，エンジン回転数Neが入力す
るエンジントルク算出部83を有し、θ−Neのトルク特性
によりエンジントルクTeを推定する。またトルクコンバ
ータ入，出力側のエンジン回転数Ne,プライマリプーリ
回転数Npはトルク増幅率算出部84に入力し、速度比ｎ
（Np/Ne）に応じたトルク増幅率ｔを定め、これらエン
ジントルクTe,トルク増幅率ｔは入力トルク算出部85に
入力して入力トルクTiを、Ti＝Te・ｔにより算出する。First, an engine torque calculation unit 83 to which the throttle opening θ and the engine speed Ne are input is provided, and the engine torque Te is estimated from the torque characteristics of θ−Ne. The engine speed Ne and the primary pulley speed Np on the input and output sides of the torque converter are input to a torque amplification factor calculator 84, and the speed ratio n
(Np / Ne) is determined, and the engine torque Te and the torque gain t are input to the input torque calculation unit 85 to calculate the input torque Ti according to Ti = Te · t.
一方、実変速比ｉは必要セカンダリ圧設定部86に入力
し、単位トルク伝達に必要なスリップ限界のセカンダリ
圧Psuを求め、単位トルク伝達に必要なスリップ限界の
セカンダリ圧Psu,入力トルクTiが目標セカンダリ圧算出
部87に入力して目標セカンダリ圧Pssを、Pss＝Ti・Psu
により算出する。また、目標セカンダリ圧算出部87には
セカンダリプーリ回転数Nsが入力して、セカンダリプー
リ回転数Nsに応じた遠心油圧分等が減少補正される。On the other hand, the actual gear ratio i is input to the necessary secondary pressure setting section 86 to obtain a slip limit secondary pressure Psu required for unit torque transmission, and the slip limit secondary pressure Psu required for unit torque transmission and the input torque Ti are set as target values. The target secondary pressure Pss is input to the secondary pressure calculation unit 87, and Pss = Ti · Psu
It is calculated by: Further, the secondary pulley rotation speed Ns is input to the target secondary pressure calculation unit 87, and the centrifugal oil pressure and the like corresponding to the secondary pulley rotation speed Ns are reduced and corrected.
目標セカンダリ圧Pssは、デューティ比検索部88に入
力して目標セカンダリ圧Pssに応じたデューティ比Ｄを
求め、このデューティ信号が駆動部89を介してデューテ
ィソレノイド弁56に出力するようになっている。The target secondary pressure Pss is input to the duty ratio search unit 88 to obtain a duty ratio D corresponding to the target secondary pressure Pss, and this duty signal is output to the duty solenoid valve 56 via the drive unit 89. .
次いで、かかる構成の無段変速機の制御装置の作用に
ついて述べる。Next, the operation of the control device for a continuously variable transmission having such a configuration will be described.
先ず、エンジン１の運転により、トルクコンバータ12
のコンバータカバー11,リヤドライブ軸35によってオイ
ルポンプ34が駆動して油圧が生じ、この油圧がセカンダ
リ制御弁50に導かれる。そこで停車時には、変速制御系
の目標変速比isが無段変速機５の機構上の最大変速比と
して例えば2.5より大きい値に設定される。このため、
目標プライマリ圧Ppsは最低になり、これに応じたソレ
ノイド電流Ipがプライマリ制御弁60の比例ソレノイド64
に入力してドレン側に動作することで、プライマリ圧Pp
は生じない。このため、セカンダリ制御弁50によるセカ
ンダリ圧Psのすべてはセカンダリシリンダ24にのみ供給
され、無段変速機５はベルト26が最もセカンダリプーリ
25の方に移行した最大変速比の低速段になる。First, the operation of the engine 1 causes the torque converter 12
The oil pressure is generated by driving the oil pump 34 by the converter cover 11 and the rear drive shaft 35, and the hydraulic pressure is guided to the secondary control valve 50. Therefore, when the vehicle is stopped, the target speed ratio is of the speed change control system is set to a value larger than, for example, 2.5 as the maximum speed ratio on the mechanism of the continuously variable transmission 5. For this reason,
The target primary pressure Pps becomes the minimum, and the corresponding solenoid current Ip changes to the proportional solenoid 64 of the primary control valve 60.
The primary pressure Pp
Does not occur. For this reason, all of the secondary pressure Ps by the secondary control valve 50 is supplied only to the secondary cylinder 24, and the continuously variable transmission 5
It becomes the low speed stage with the maximum gear ratio shifted to 25.
このとき、図示しない油圧制御系によりロックアップ
クラッチ15を解放してトルクコンバータ12に給油され
る。そこで、例えばドライブレンジにシフトすると、前
後進切換装置４のフォワードクラッチ17が給油により係
合して前進位置になる。このため、エンジン１の動力が
トルクコンバータ12,前後進切換装置４を介して無段変
速機５のプライマリ軸20に入力し、プライマリプーリ2
2,セカンダリプーリ25とベルト26とにより最大変速比の
動力がセカンダリ軸23に出力し、これがディファレンシ
ャル装置６を介して車輪33に伝達して発進可能になる。At this time, the lock-up clutch 15 is released by a hydraulic control system (not shown) and the torque converter 12 is supplied with oil. Therefore, for example, when shifting to the drive range, the forward clutch 17 of the forward / reverse switching device 4 is engaged by refueling to be in the forward position. For this reason, the power of the engine 1 is input to the primary shaft 20 of the continuously variable transmission 5 via the torque converter 12 and the forward / reverse switching device 4, and the primary pulley 2
2. The power of the maximum speed ratio is output to the secondary shaft 23 by the secondary pulley 25 and the belt 26, and the power is transmitted to the wheels 33 via the differential device 6 to be able to start.
一方、セカンダリ圧制御系では、常にエンジントルク
Teが推定されており、トルク増幅率t,各実変速比ｉに応
じた単位トルク当りのセカンダリ圧Psuが設定され、こ
れに基づき目標セカンダリ圧Pssが算出れている。そこ
でアクセル踏込みの発進時に、エンジントルクTe,トル
ク増幅率t,単位トルク当りのセカンダリ圧Psuの値がい
ずれも多くなって目標セカンダリ圧Pssが高く設定され
ると、これに応じたデューティ信号がデューティソレノ
イド弁56に入力して所定の制御圧が生じる。そしてこの
制御圧が、セカンダリ制御弁50のスプール52に作用して
ドレン量を減じるのであり、こうしてセカンダリ圧Psは
高く制御される。そして変速開始して単位トルク当りの
セカンダリ圧Psuの値が減じ、ロックアップクラッチ15
の係合でｔ＝１になり、さらにはエンジントルクTe自体
も小さくなると、目標セカンダリ圧Pssが低く設定さ
れ、これに基づきセカンダリ圧Psが低下制御される。こ
うして、常に伝達トルクに対しベルトスリップしない最
小限のプーリ押付力を確保するように最適制御される。On the other hand, in the secondary pressure control system, the engine torque is always
Te is estimated, and the secondary pressure Psu per unit torque is set according to the torque amplification factor t and each actual speed ratio i, and the target secondary pressure Pss is calculated based on this. Therefore, when the accelerator pedal is depressed and the target secondary pressure Pss is set high when the engine torque Te, the torque amplification rate t, and the secondary pressure Psu per unit torque are all increased, the duty signal corresponding to this is set to the duty ratio. A predetermined control pressure is generated by inputting to the solenoid valve 56. This control pressure acts on the spool 52 of the secondary control valve 50 to reduce the drain amount, and thus the secondary pressure Ps is controlled to be high. Then, when the shift is started, the value of the secondary pressure Psu per unit torque decreases, and the lock-up clutch 15
And the engine torque Te itself decreases, the target secondary pressure Pss is set low, and the secondary pressure Ps is controlled to decrease based on this. In this way, optimal control is performed so as to always ensure the minimum pulley pressing force that does not cause belt slip with respect to the transmission torque.
かかるセカンダリ圧Psは、プライマリ制御弁60に導か
れてプライマリシリンダ21にプライマリ圧Ppが生じ、こ
のプライマリ圧Ppにより変速制御するのであり、これを
以下に述べる。The secondary pressure Ps is guided to the primary control valve 60 to generate a primary pressure Pp in the primary cylinder 21, and the speed is controlled by the primary pressure Pp, which will be described below.
先ず、発進時に目標変速比isが最大変速比iL（例えば
2.5）より大きい値の場合は、目標プライマリ圧設定部7
8で目標変速比is,トルク比Ｋおよび油圧比Pp/Psのマッ
プにより目標プライマリ圧Ppsが最低レベルに設定され
る。そしてこの目標プライマリ圧Ppsに応じた大きいソ
レノイド電流Ipがプライマリ制御弁60の電磁リリーフ弁
65における比例ソレノイド66に流れ、プランジャ68を後
退して弁体69の押付力を減じる。そこで、制御圧Pcは低
下して設定圧を低く定めることになり、スプール62のラ
ンド62bにより多く減圧され、プライマリ圧Ppが最低に
制御される。次いで、運転および走行条件によりis＜2.
5の変速開始条件が成立し、目標変速比isが順次小さく
なると、目標プライマリ圧Ppsが徐々に高いレベルに設
定され、これに伴いソレノイド電流Ipは減少する。そこ
でプライマリ制御弁60では、比例電磁リリーフ弁65の比
例ソレノイド66の電磁力減少に応じ弁体69の押付力が増
して制御圧Pcが上昇し、設定圧を高くするようになる。
そこで、スプール62は順次右側にストロークして給油量
を増し、これによりプライマリ圧Ppは順次高く制御され
て、ベルト26はプライマリプーリ22の方に移行し、変速
比の小さい高速段にアップシフトする。そして目標変速
比isが最小変速比iH（例えば0.5）に達すると、目標プ
ライマリ圧Ppsは最高レベルに設定され、ソレノイド電
流Ipが最も小さくなって高い制御圧Pcでプライマリ制御
弁60の設定圧を最大にすることで、プライマリ圧Ppは最
高に上昇して最小変速比iHの状態を保つ。また、アクセ
ル踏込み，車速低下により目標変速比isが増大すると、
目標プライマリ圧Ppsが低レベルに設定され、これに伴
いプライマリ圧Ppは多く減圧されて低下し、ベルト26は
再びセカンダリプーリ25の方に移行してダウンシフトす
る。First, when the vehicle starts moving, the target speed ratio is set to the maximum speed ratio i L (for example,
2.5) If the value is larger than the target primary pressure
At 8, the target primary pressure Pps is set to the lowest level according to the map of the target gear ratio is, the torque ratio K, and the hydraulic ratio Pp / Ps. The large solenoid current Ip corresponding to the target primary pressure Pps is applied to the electromagnetic relief valve of the primary control valve 60.
It flows to the proportional solenoid 66 at 65 and retreats the plunger 68 to reduce the pressing force of the valve body 69. Therefore, the control pressure Pc is reduced to set the set pressure low, and the land 62b of the spool 62 is further reduced in pressure, and the primary pressure Pp is controlled to the minimum. Next, depending on driving and running conditions, is <2.
When the shift start condition of 5 is satisfied and the target gear ratio is gradually reduced, the target primary pressure Pps is gradually set to a higher level, and the solenoid current Ip decreases accordingly. Therefore, in the primary control valve 60, the pressing force of the valve body 69 increases in accordance with the decrease in the electromagnetic force of the proportional solenoid 66 of the proportional electromagnetic relief valve 65, the control pressure Pc increases, and the set pressure increases.
Then, the spool 62 sequentially strokes to the right to increase the amount of refueling, whereby the primary pressure Pp is controlled to be sequentially higher, and the belt 26 shifts toward the primary pulley 22 and upshifts to a higher gear with a smaller gear ratio. . When the target speed ratio is reaches the minimum speed ratio i H (for example, 0.5), the target primary pressure Pps is set to the highest level, the solenoid current Ip becomes the smallest, and the set pressure of the primary control valve 60 becomes higher with the higher control pressure Pc. the to maximize, the primary pressure Pp keeps the status of minimum speed ratio i H rises highest. Also, if the target gear ratio is increased due to depression of the accelerator and decrease in vehicle speed,
The target primary pressure Pps is set to a low level, and accordingly the primary pressure Pp is largely reduced and decreased, and the belt 26 moves again to the secondary pulley 25 and shifts down.
一方、このとき入力トルクTiが変化すると、目標プラ
イマリ圧設定部78で目標プライマリ圧Ppsが、目標変速
比isに応じたレベルで更にトルク比Ｋにより増減され
る。即ち、入力トルクTiの増大でダウンシフト傾向にな
ると、目標プライマリ圧Ppsが増大補正されてそれを修
正する。こうして、第４図のような最大変速比iL,最小
変速比iHの変速全域で、プライマリ圧Ppに基づきアップ
シフトまたはダウンシフトして変速制御される。On the other hand, if the input torque Ti changes at this time, the target primary pressure setting section 78 further increases or decreases the target primary pressure Pps at a level corresponding to the target speed ratio is with the torque ratio K. That is, when a downshift tendency is caused by an increase in the input torque Ti, the target primary pressure Pps is corrected to be increased and corrected. In this manner, upshifting or downshifting is performed based on the primary pressure Pp in the entire speed change range of the maximum speed ratio i L and the minimum speed ratio i H as shown in FIG.
ここで、プライマリ圧Ppが目標値に対してずれると、
プライマリ圧制御弁60で油圧室61aの油圧反力によりス
プール62のストロークが変化して修正され、こうして自
己フィードバック作用する。また、走行中にソレノイド
電流Ipが断線等で遮断されると、電磁リリーフ弁65の制
御圧Pcがスプリング67により最大になって、プライマリ
制御弁60の設定圧が最大になり、プライマリ圧Ppが最大
に制御されてベルトスリップを防止する。このとき、変
速比は最小の高速段になり、逆の最大変速比に急減速し
ないようにフェイルセーフされる。更にホイールロック
等の異常時には、その直前の目標変速比isに応じた目標
プライマリ圧Ppsでプライマリ圧Ppを一定にして、変速
状態を固定し得る。Here, if the primary pressure Pp deviates from the target value,
With the primary pressure control valve 60, the stroke of the spool 62 changes and is corrected by the hydraulic reaction force of the hydraulic chamber 61a, and thus the self-feedback action is performed. Also, if the solenoid current Ip is interrupted during running due to disconnection or the like, the control pressure Pc of the electromagnetic relief valve 65 becomes maximum by the spring 67, the set pressure of the primary control valve 60 becomes maximum, and the primary pressure Pp becomes Maximum control to prevent belt slip. At this time, the speed ratio becomes the minimum high speed stage, and fail-safe so as not to suddenly reduce to the opposite maximum speed ratio. Further, when an abnormality such as wheel lock occurs, the gear shift state can be fixed by keeping the primary pressure Pp constant at the target primary pressure Pps corresponding to the immediately preceding target gear ratio is.
第５図において、本発明の第２の実施例について述べ
ると、プライマリ制御弁60において、スプール62に油圧
室61aと制御室64とを連通するようにチョーク絞り付の
通路62eが設けられる。そこでこの実施例では、通路62e
により制御室64に元圧のセカンダリ圧Psが常に導かれ、
更にオリフィス作用して上述と同様に制御圧Pcが生じ
る。Referring to FIG. 5, a second embodiment of the present invention will be described. In the primary control valve 60, a spool 62 is provided with a passage 62e with a choke throttle so that the hydraulic chamber 61a and the control chamber 64 communicate with each other. Therefore, in this embodiment, the passage 62e
The secondary pressure Ps of the original pressure is always guided to the control room 64 by the
Further, the orifice acts to generate the control pressure Pc as described above.
第６図において、本発明の第３の実施例について述べ
ると、これはセカンダリ制御弁50′も比例電磁リリーフ
弁を備えたパイロット式に構成したものである。そこで
セカンダリ制御弁50′は、弁本体51′に挿入されてスプ
ール52′の一方にスプリング53′が付勢されると共に制
御室54′が形成され、電磁リリーフ弁55′が隣接して一
体的に設けられる。電磁リリーフ弁55′は、プライマリ
制御弁60の場合と同様に、比例ソレノイド56′の電磁力
と反比例的に制御室54′に制御圧Pcが生じるものであ
る。従ってセカンダリ圧Psの油圧反力Ps・ΔＳに対し、
スプリング53′の力Fsと制御圧の力Pc・S1が対向し、両
者がバランスするように調圧する。そこでこの場合のバ
ランス式を示すと、 Pc・S1＋Fs＝Ps・ΔＳ Pc・Sc＝F0−Ｋ・Is になる。Referring to FIG. 6, a third embodiment of the present invention will be described. In this embodiment, a secondary control valve 50 'is also a pilot type equipped with a proportional electromagnetic relief valve. Therefore, the secondary control valve 50 'is inserted into the valve body 51', a spring 53 'is urged to one of the spools 52', a control chamber 54 'is formed, and an electromagnetic relief valve 55' is adjacently integrated. Is provided. The electromagnetic relief valve 55 'generates a control pressure Pc in the control chamber 54' in inverse proportion to the electromagnetic force of the proportional solenoid 56 ', as in the case of the primary control valve 60. Therefore, with respect to the hydraulic reaction force Ps · ΔS of the secondary pressure Ps,
Power Pc · S 1 of the force Fs and the control pressure of the spring 53 'are opposed, pressure regulating so both are balanced. Therefore, the balance equation in this case is expressed as Pc · S 1 + Fs = Ps · ΔS Pc · Sc = F 0 −K · Is.
従って、このセカンダリ制御弁50′でもセカンダリ圧
Psはソレノイド電流Isによりリニアに制御され、フェイ
ルセーフ機能も具備する。なお、電子制御系のセカンダ
リ圧制御系では、目標セカンダリ圧Pssに対しソレノイ
ド電流Isが上述のバランス式で設定されることは勿論で
ある。Therefore, the secondary control valve 50 'also has the secondary pressure.
Ps is linearly controlled by the solenoid current Is, and has a fail-safe function. In the secondary pressure control system of the electronic control system, it goes without saying that the solenoid current Is is set to the target secondary pressure Pss by the above-mentioned balance formula.
こうして、この実施例では、セカンダリ圧Psが比例式
のセカンダリ制御弁50′によりポンプ吐出圧を調圧して
制御される。そしてこのセカンダリ圧Psを同じ比例式の
プライマリ制御弁60で減圧して、プライマリ圧Ppが制御
される。Thus, in this embodiment, the secondary pressure Ps is controlled by adjusting the pump discharge pressure by the proportional secondary control valve 50 '. Then, the secondary pressure Ps is reduced by the same proportional primary control valve 60 to control the primary pressure Pp.
以上、本発明の実施例について述べたが、比例電磁の
直動式のものと組合わせても良い。Although the embodiments of the present invention have been described above, the present invention may be combined with a direct acting type of proportional electromagnetic.
以上述べてきたように、本発明によれば、 無段変速機で変速制御するプライマリ圧電子制御系に
おいて、プライマリ制御弁が比例電磁減圧弁式に構成さ
れ、セカンダリ圧を減圧する方式であるから、プライマ
リ圧の異常上昇等の不都合を生じない。As described above, according to the present invention, in the primary piezoelectric electronic control system in which the speed is controlled by the continuously variable transmission, the primary control valve is configured as a proportional electromagnetic pressure reducing valve, and the secondary pressure is reduced. Inconvenience such as an abnormal increase in the primary pressure does not occur.
さらに、プライマリ制御弁は比例電磁リリーフ弁を備
えて制御力が大きいため、スプールに作用する流体力の
影響が少なく、このための補正が不要で制御系が簡素化
し、スプール動作の増大でバルブスティック，ゴミの噛
込み等を生じ難い。Furthermore, since the primary control valve has a proportional electromagnetic relief valve and has a large control force, the influence of the fluid force acting on the spool is small, so that the correction is unnecessary and the control system is simplified, and the valve operation is increased by increasing the spool operation. , It is hard to cause garbage to be caught.
さらにまた、プライマリ制御弁はスプールの近傍に比
例電磁リリーフ弁が設けられるので、制御圧の容積，油
路が少なくて応答性が良く、小型化する。Further, since the primary control valve is provided with the proportional electromagnetic relief valve near the spool, the control pressure volume and the oil passage are small, the responsiveness is good, and the size is reduced.
複数のランドの受圧面積が互いに異なるように構成さ
れ、その受圧面積の差に相当するプライマリ圧の反力が
スプールに対して制御圧に対抗するように作用されるこ
とにより、その分、弾性部材に弾性係数の小さいものを
使用でき、制御装置の小型化を図ることが出来るととも
に、プライマリ圧が制御圧とのバランスによって調圧さ
れるので、プライマリ圧の適正な調圧を行うことが出来
る。The pressure receiving areas of the plurality of lands are configured to be different from each other, and the reaction force of the primary pressure corresponding to the difference in the pressure receiving areas is acted on the spool so as to oppose the control pressure. Since the primary pressure can be reduced by reducing the size of the control device, and the primary pressure is adjusted in balance with the control pressure, an appropriate primary pressure can be adjusted.
また、比例電磁リリーフ弁の制御圧でプライマリ圧の
設定圧を可変にし、ソレノイド電流に対しプライマリ圧
をリニアに制御する構成であるから、電子制御系で算出
された目標プライマリ圧に対するソレノイド電流の設定
が容易化し、フィードバック制御も容易化する。In addition, since the set pressure of the primary pressure is made variable by the control pressure of the proportional solenoid relief valve and the primary pressure is linearly controlled with respect to the solenoid current, the solenoid current is set with respect to the target primary pressure calculated by the electronic control system. And feedback control is also facilitated.
またさらに、セカンダリ制御弁は自己フィードバック
作用を有するので、安定して油圧制御し、断線時のフェ
イルセーフ機能によりベルトスリップや急減速を防止し
得る。Further, since the secondary control valve has a self-feedback action, the hydraulic pressure can be stably controlled, and belt slip and sudden deceleration can be prevented by a fail-safe function at the time of disconnection.
そして、電子制御系では目標変速比，入力トルクに応
じセカンダリ圧に対して必要な目標プライマリ圧が設定
され、これに基づきプライマリ制御弁を比例的に動作す
ることで、プライマリ圧を正確かつ最適に制御すること
ができ、油圧比制御で変速制御の収束性等が向上する。Then, in the electronic control system, a required target primary pressure is set for the secondary pressure according to the target gear ratio and the input torque, and the primary control valve is operated proportionally based on the target primary pressure to accurately and optimally adjust the primary pressure. The convergence and the like of the shift control can be improved by the hydraulic ratio control.
そしてまた、第２の実施例ではスプールの通路にチョ
ークが形成され、オリフィスより大きい絞り径でオリフ
ィスと同一効果を生じ得るので、ゴミの詰りが少ない。Further, in the second embodiment, a choke is formed in the passage of the spool, and the same effect as that of the orifice can be produced with a throttle diameter larger than the orifice.
そしてさらに、第３の実施例ではセカンダリ制御弁も
比例電磁リリーフ弁を備えたパイロット式のため、制御
が容易化すると共に精度も向上する。Further, in the third embodiment, since the secondary control valve is also a pilot type equipped with a proportional electromagnetic relief valve, control is facilitated and accuracy is improved.
第１図は本発明の無段変速機の制御装置の実施例を示す
全体構成図、 第２図は電子制御系のブロック図、 第３図（ａ），（ｂ），（ｃ）はプライマリ制御弁の特
性図、 第４図はプライマリ圧による変速特性図、 第５図はプライマリ制御弁の第２の実施例を示す断面
図、 第６図は比例ソレノイド式でパイロット式のセカンダリ
制御弁およびプライマリ制御弁を用いた実施例を示す図
である。 ５……無段変速機、21……プライマリシリンダ、24……
セカンダリシリンダ、41,42,43……セカンダリ圧油路、
44……プライマリ圧油路、50……セカンダリ制御弁、60
……プライマリ制御弁、62……スプール、63……スプリ
ング、65……比例電磁リリーフ弁、66……コイル、70…
…制御ユニット1 is an overall configuration diagram showing an embodiment of a control device for a continuously variable transmission according to the present invention, FIG. 2 is a block diagram of an electronic control system, and FIGS. 3 (a), (b) and (c) are primary figures. 4 is a characteristic diagram of a control valve, FIG. 4 is a shift characteristic diagram by a primary pressure, FIG. 5 is a cross-sectional view showing a second embodiment of the primary control valve, FIG. 6 is a proportional solenoid type pilot type secondary control valve and FIG. It is a figure showing an example using a primary control valve. 5 ... continuously variable transmission, 21 ... primary cylinder, 24 ...
Secondary cylinder, 41, 42, 43 …… Secondary pressure oil passage,
44 …… Primary pressure line, 50 …… Secondary control valve, 60
…… Primary control valve, 62 …… Spool, 63 …… Spring, 65 …… Proportional solenoid relief valve, 66 …… Coil, 70…
…Controller unit
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F16H 61/00 F16H 9/00──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (58) Field surveyed (Int.Cl. 6 , DB name) F16H 61/00 F16H 9/00
Claims (4)
圧を調圧して変速制御を行うプライマリ制御弁と、セカ
ンダリシリンダに供給するセカンダリ圧を調圧するセカ
ンダリ制御弁を備えた無段変速機の制御装置において、 前記プライマリ制御弁のスプールの一端側にスプールを
他端側の方向に付勢する制御圧が作用され、このスプー
ルの一端側に前記制御圧を増減させる比例電磁リリーフ
弁がスプールと同軸状に隣接して配置され、スプールの
他端側にスプールを一端側の方向に付勢する弾性部材が
取り付けられており、 前記スプールが受圧面積の異なる複数のランドを有し、
この複数のランド間に前記セカンダリ制御弁が接続さ
れ、セカンダリ制御弁から供給されるセカンダリ圧がス
プールのスライドによって調圧されることによりプライ
マリ圧が設定されるとともに、複数のランドに作用する
プライマリ圧の反力の複数のランドの受圧面積の差に相
当する力がスプールの前記一端側の方向に作用する、 ことを特徴とする無段変速機の制御装置。An apparatus for controlling a continuously variable transmission, comprising: a primary control valve for adjusting a primary pressure supplied to a primary cylinder to perform shift control; and a secondary control valve for adjusting a secondary pressure supplied to a secondary cylinder. A control pressure for urging the spool in the direction of the other end is applied to one end of the spool of the primary control valve, and a proportional electromagnetic relief valve for increasing or decreasing the control pressure is coaxially adjacent to the spool at one end of the spool. An elastic member that urges the spool in the direction of one end is attached to the other end of the spool, and the spool has a plurality of lands having different pressure receiving areas,
The secondary control valve is connected between the plurality of lands, and a secondary pressure supplied from the secondary control valve is regulated by sliding of a spool to set a primary pressure and a primary pressure acting on the plurality of lands. A force corresponding to the difference between the pressure receiving areas of the plurality of lands of the reaction force acts in the direction toward the one end of the spool.
に対しプライマリ圧を減少関数的に制御する特性を備え
ている請求項１に記載の無段変速機の制御装置。2. The control device for a continuously variable transmission according to claim 1, wherein the primary control valve has a characteristic of controlling a primary pressure in a decreasing function with respect to a solenoid current.
流に対し制御圧を減少関数的に制御し、この制御圧に対
してプライマリ圧が増大関数的に制御される請求項１に
記載の無段変速機の制御装置。3. The stepless solenoid valve according to claim 1, wherein the proportional electromagnetic relief valve controls the control pressure in a decreasing function with respect to the solenoid current, and the primary pressure is controlled in an increasing function with respect to the control pressure. Transmission control device.
信号は、電子制御系で算出される目標プライマリ圧、ま
たは、目標プライマリ圧と実際のプライマリ圧との偏差
に応じたソレノイド電流である請求項１に記載の無段変
速機の制御装置。4. The electric signal input to the proportional electromagnetic relief valve is a target primary pressure calculated by an electronic control system or a solenoid current corresponding to a deviation between the target primary pressure and an actual primary pressure. Item 2. The control device for a continuously variable transmission according to item 1.
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| JP31914289A JP2855220B2 (en) | 1989-12-09 | 1989-12-09 | Control device for continuously variable transmission |
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| JPH03181663A JPH03181663A (en) | 1991-08-07 |
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